二級圓柱圓錐齒輪減速機說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計課程名稱：機械設(shè)計課程設(shè)計題目名稱：圓錐-圓柱齒輪減速器學院：機電工程學院專業(yè)班級：機械設(shè)計制造及其自動化 1102班姓名：郭宗祥學號：110710230指導(dǎo)教師：同志學、八刖言機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個教學環(huán)節(jié)，是對學 生運用和理解所學知識的一種檢驗，也是對我們?nèi)暌詠硭鶎W機械類 課程的一次大綜合。對于我們學生的綜合處理實際問題的能力將會有 很大的提升。課程設(shè)計，本著以下目的：1、培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓練綜合運用課程設(shè)計和有 關(guān)先修課程的理論、結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力， 鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識。2、通過制定設(shè)計方案、合理選

2、擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計 算零件工作能力、決定尺寸和選擇材料等進行結(jié)構(gòu)設(shè)計， 達到了解和 掌握機械零件、機械傳動裝置的設(shè)計過稱和方法。3、進行設(shè)計基本技能的訓練。相信通過本次課程設(shè)計，學生的機械設(shè)計能力和理念都會有一個 質(zhì)的飛躍，從而為將來進一步深造打下堅實的基礎(chǔ)。目錄一、 設(shè)計任務(wù)書 .4二、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明 6三、電動機的選擇與傳動比的分配 8四、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算 .11五、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算12六、閉 式 齒輪傳 動 的 設(shè)計 計算.17七、轉(zhuǎn)差率的校核31八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核31滾 動 軸 承 的 選 擇 和.45十、鍵的選擇和校核計算52卜

3、一、聯(lián)軸器的選則53十二、減速器箱體主要附件、潤滑方式等的選擇說明.54十三、設(shè)計小結(jié)61十四、致謝63十五、參考文獻63，、設(shè)計任務(wù)書一、課程設(shè)計任務(wù)按給定的螺旋輸送機已知數(shù)據(jù)，確定系統(tǒng)的傳動方案，選擇電動 機和聯(lián)軸器，設(shè)計箱體外傳動和兩極圓柱斜齒輪減速器。課程設(shè)計成果：1、兩極圓柱 圓錐齒輪減速器裝配圖一張（A1，三視圖）；2、 減速器上箱體或下箱體零件圖一張（A1,三視圖）；3、輸出軸零件圖一張（A3）；4、輸出軸上齒輪零件圖一張（A3）。5、設(shè)計計算說明書一份。時間：4 周、課程設(shè)計方案及數(shù)據(jù)1、已知參數(shù)(1) 驅(qū)動輸送機主軸輸入端所需轉(zhuǎn)矩=330 N(2) 輸送機主軸所需轉(zhuǎn)速=80

4、rmp(3) 主軸轉(zhuǎn)速允許誤差%2、螺旋輸送機結(jié)構(gòu)簡圖1料口廠/輸送機主軸與螺旋/1 /廠滑動軸承TV V T/ /卜、機殼丿咄料口圖i機結(jié)構(gòu)簡圖3、工作條件輸送機單向連續(xù)轉(zhuǎn)動，載荷平穩(wěn)，有輕微沖擊，三班制工作,每年工作300天，設(shè)計壽命10年，每年檢修一次。三、設(shè)計說明書內(nèi)容1、前言；2、目錄（標題、頁次）；3、設(shè)計任務(wù)書：原始數(shù)據(jù)及工作條件；4、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明；5、電動機的選擇及傳動比的分配；6、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算；7、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算；8閉式齒輪傳動的設(shè)計計算；9、轉(zhuǎn)差率的校核；10、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核；11、滾動軸承的選擇和計算；12、鍵的選擇和

5、校核計算；13、聯(lián)軸器的選擇；14、減速機箱體主要附件、潤滑方式等的選擇說明;15、設(shè)計小結(jié)；16、參考文獻資料。1、傳動方案的確定、傳動裝置簡圖與說明一、傳動方案的確定本題方案由兩個傳動部分組成，即開式齒輪傳動與減速器齒輪傳動。由于減速器工作環(huán)境比較惡劣，而且要求平穩(wěn)高效率的傳動，故 選用開式齒輪，一是可以更好的在惡劣的環(huán)境中工作 （如高溫和潮濕 的環(huán)境），還可以保證準確的傳動比。而且，開式齒輪傳動的整體尺 寸較小，結(jié)構(gòu)較為緊湊。由于開式齒輪傳動的工作環(huán)境較為惡劣， 潤滑條件不好，磨損嚴 重，壽命較短，故布置在低速級。減速器部分是本次課題的重點設(shè)計部分， 本課題中的減速器是展 開式圓錐-圓柱

6、齒輪減速器。展開式的減速器結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位 置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端。 可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下 產(chǎn)生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。、傳動裝置簡圖丈齒輪傳動I進料匚螺連輸送機機殼抽送機主軸與螺旋/聯(lián)軸誥 電動機'III圖2傳動方案（各部分說明如上圖所示）三、電動機的選擇與傳動比的分配一、選擇電動機根據(jù)使用要求和工作狀況，選擇三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V, Y型。二、選擇電動機的容量圖3 代號標注（注：以下各代號如上圖所標注）電動機所需工作功率=2.7644kW由電動機至輸送機主軸的傳動總效率為式中1

7、、2、3、4、5分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、錐齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和開式齒輪的傳動效率。 取1=0.99 （聯(lián)軸器），2=0.98 （滾動軸承），3=0.96 （不包括軸承效率），4 =0.97 （不包括軸承效率），5=0.95（開式齒輪效率）貝U故=3.457 kWn已知電動機工作轉(zhuǎn)速n=80 r/min取錐齒輪傳動比=23 =36 =37則=18126= n =（18126）在此范圍類可供選擇的同步轉(zhuǎn)速有1500 r/min , 3000r/min。經(jīng)過驗算，按1500 r/mi n的設(shè)計方式所分配的傳動比不能滿足齒輪的傳 動比范圍，故取同步轉(zhuǎn)速為 3000r/min。根據(jù)同步轉(zhuǎn)速及電動機所

8、需工作功率選擇電動機型號為Y112M-2,具體參數(shù)如下:表1電動機型號初取開式齒輪傳動比=3.8 ,（并取小齒輪齒數(shù)=19,則=73,）電動機 型號額定功率Pedkw同步轉(zhuǎn)速Znin滿載時轉(zhuǎn)速/ ./ min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn) 矩）最大轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn) 矩）Y112M-24300028902.22.3電動機外形尺寸下:G GDII圖4 電動機外形尺寸表2電動機外形尺寸中心高H外形尺寸LX (AC/2+AD) X HD安裝尺 寸AX B軸伸尺 寸DX E平鍵尺 寸FX G地腳螺栓直徑K112400 X (230/2+190)X 26519014028 X 608 X 2412三、確定總傳動比與分配傳動

9、比n 2890總傳動比ia巴=36.125（為電動機滿載轉(zhuǎn)速）n 80由此確定二。取）則因此，減速機內(nèi)總傳動比為-。（取錐齒輪小齒輪齒數(shù)，則同理得。同時斜齒輪齒數(shù)，四、各軸功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計算、各軸轉(zhuǎn)速I軸 I =2890 r/minII軸i328902.381= 1213.78r/minn 1213.78 n VET=307.285r / min2、各軸輸入功率inIInnmInnvmnnv各軸輸出功率則等于輸入功率乘以軸承效率，即0.983、各軸輸入轉(zhuǎn)矩I nni n n皿n n niv皿 n nv v n n各軸輸出扭矩等于輸入扭矩乘以軸承效率，即0.984、運動和動力參數(shù)整理如下表表

10、3運動參數(shù)軸名效率P/kw轉(zhuǎn)矩T/N m轉(zhuǎn)速 n/r/min傳動比in效率輸入輸出輸入輸出電機413.218289010.99I軸3.963.880813.08512.8228902.3810.9408n軸3.8033.72129.31328.7261213.783.950.9506山軸3.6153.543110.66108.45307.2853.8420.931v軸3.3663.2985393.695385.8279.9810.9702v軸3.2663.2381.96374.32379.98五、箱體外傳動裝置的設(shè)計計算開式齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案

11、，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。以后內(nèi)容未注明均指此書（3）材料選擇。由機械設(shè)計教材第九版表10-1，選擇小齒輪材料為QT600-2（?；?，大齒輪材料為QT600-2（常化）；小齒輪硬度為300HBS大齒輪硬度為260HBS兩者材料硬度差為40HBS（4）選小齒輪齒數(shù)乙=19，大齒輪齒數(shù)z2 =73。2、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算模數(shù)即 試選=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)12 =1.5973=330MpaMpaMpa 計算由圖10-17，查得=2.86 ,由圖10-18，查得=1.54 ,應(yīng)力齒輪循環(huán)次數(shù)由圖10-22，查得,由

12、圖 10-24a，查得 =360Mpa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則因為小齒輪的查表10-7得，大于大齒輪，所以取，已知(2)調(diào)整模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v:V二,按40mn取 齒寬b= 寬咼比(2B.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.804，7級精度，查表10-8，得 查表10-2，取，查表10-3，得則 由表10-4，用插值法得,結(jié)合,查圖10-13，得，貝卩C按實際載荷系數(shù)得m= 圓整模數(shù)，取m=4（4）幾何尺寸計算 分度圓直徑 a 為保證齒寬，取表4設(shè)計結(jié)果匯總開式齒輪小齒輪1大齒輪2材料材料QT600-2QT600-2硬度300HBS260HBS精度等級7 級中心距（mr）184模數(shù)（

13、mr）4齒數(shù)1973分度圓直徑（mm76292齒頂圓直徑（mr）84300齒根圓直徑（mr）66282齒寬（mr）5550六、閉式齒輪傳動的設(shè)計計算（一）斜齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角 20。（2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度， 小齒輪6級精度。以后內(nèi)容未注明均指此書（3）材料選擇。由機械設(shè)計教材第九版表10-1，選擇小齒輪材料為45 （淬火），大齒輪材料為45 （調(diào)質(zhì)）； 小齒輪硬度為45HRC大齒輪硬度為240HBS（4）選小齒輪齒數(shù)乙=23，大齒輪齒數(shù)Z2 =91。（5）初取2、根據(jù)齒面接觸

14、疲勞強度設(shè)計（1）試算分度圓直徑即 試選=1.3 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)arctan ?(tan o_n)/cos ®12 =1.645=1.826則 由表10-7，取。 由圖10-20，取 由式10-23，得 由表10-5 , 轉(zhuǎn)矩 計算接觸疲勞極限由圖 10-25d,得 =1030Mpa=570Mpa由圖10-23，查得取安全系數(shù)S=1，則MpaMpaMpa中小者，即(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑A、數(shù)據(jù)準備 圓周速度V：V二 齒寬b=B.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.804，7級精度，查表10-8，得查表10-2，取，查表10-3，得 由表10-4，用插值法得C按實際載荷系數(shù)

15、得3、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1)試算模數(shù)即 試選=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)=arcta n(ta ncos )=arcta n(ta n14則 計算由圖10-17，查得=2.65，由圖10-18，查得= 1.558，由圖10-24，查得=770Mpa=380Mpa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則Mpa因為大齒輪的 大于小齒輪，所以取B、試算(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度V：V二 齒寬b= 寬咼比(2B.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.61, 7級精度，查表10-8，得 查表10-2，取則 ，查表10-3，得由表10-4，用插值法得,結(jié)合,查圖10-13，得，貝卩C按實際

16、載荷系數(shù)得m= (3) 為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數(shù)，取mm(4) 幾何尺寸計算 中心距 a= ，考慮模數(shù)增大了，將中心距圓整為145mm 修正螺旋角 計算分度圓直徑 齒寬b=取。由于計算所得螺旋角與初設(shè)值相差較大，故需校核(5)、根據(jù)齒面接觸疲勞強度校核在原有設(shè)計計算數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上進行校核:計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)arctan ?(tan o_n)/cos 312 =1.6752=1.3871則- 其他不變數(shù)據(jù)： 由圖10-20，取 由式10-23，得 由表10-5，故滿足接觸疲勞強度要求(6)、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度校核<計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)=arcta n(t

17、a ncos )=arcta n(ta n10.6549 由圖10-17，查得 由圖10-18，查得 由圖10-24，查得=2.68，= 1.58，=770Mpa=380Mpa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，貝卩MpaMpa不改變數(shù)據(jù):開始校核=34.253Mpa<=467.5Mpa=31.711Mpa<=238.86M pa經(jīng)校核，彎曲疲勞強度滿足要求。（二）錐齒輪傳動設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力角 20。（2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故大齒輪選用7級精度， 小齒輪6級精度。以后內(nèi)容未注明均指此書（3）材料選擇。

18、由機械設(shè)計教材第九版表10-1，選擇小齒輪材料為45 （淬火），大齒輪材料為45 （調(diào)質(zhì)）； 小齒輪硬度為45HRC大齒輪硬度為240HBS（4）選小齒輪齒數(shù)乙=21，大齒輪齒數(shù)Z2 =50。2、根據(jù)齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）試算分度圓直徑即(確定參數(shù) 試選=1.3，取 由圖10-20，取 由表10-5 , 轉(zhuǎn)矩 計算接觸疲勞極限由圖 10-25d,得 =1030Mpa=570Mpa由圖10-23，查得取安全系數(shù)S=1，則Mpa取中小者，即MpaMpa=47.272mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑A、數(shù)據(jù)準備 圓周速度V：V二 齒寬b=B.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=6.077，7級精度，查圖10

19、-8，得 查表10-2，取查表10-3，得由表10-4，用插值法得，則C按實際載荷系數(shù)得3、根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1) 試算模數(shù)即 試選=1.3 計算由圖10-17，查得=2.71 ,由圖10-18，查得= 1.57 ,由圖10-24，查得=770Mpa=380Mpa取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，則MpaMpa因為大齒輪的 大于小齒輪，所以取B、試算模數(shù)(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)A、數(shù)據(jù)準備圓周速度v:V二 齒寬b= B.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=3.015，7級精度，查表10-8，得 查表10-2，取查表10-3，得 由表10-4，用插值法得，查圖10-13，得，則C按實際載荷系數(shù)得m= (3

20、) 為滿足強度要求，按齒面接觸疲勞強度所得的模數(shù)取 mm(4) 幾何尺寸計算分度圓直徑分錐角齒寬b= 為保證齒寬，?。ㄈ﹨?shù)匯總齒輪數(shù)據(jù)列表如下：表5數(shù)據(jù)匯總咼速級低速級小齒輪1大齒輪2小齒輪3大齒輪4材料材料45#45#45#45#硬度240HBS45HRC240HBS45HRC精度等級6級7 級6級7級中心距（mr）145法面模數(shù)（mr）32.5分錐角（螺旋角22.78267.21810.6549齒數(shù)21502391分度圓直徑（mr）6315058.5088231.4912齒頂圓直徑（mr）68.5319152.32363.5088236.4912齒根圓直徑（mr）56.3617147.

21、21252.2588225.2412齒寬（mm256560七、轉(zhuǎn)差率的校核由表2中數(shù)據(jù)得最終螺旋輸送機主軸上的轉(zhuǎn)速為，輸送機主軸所需轉(zhuǎn)矩為,故轉(zhuǎn)差率為<<，故轉(zhuǎn)差率滿足要求八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核(一)低速軸的設(shè)計初步確定軸的最小直徑：(1) 軸的材料選擇：選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理(2) 由表15-3，取，軸的最小直徑于是得故取軸的最小直徑為28mm(3) 根據(jù)裝配方案，實體建模，初步的軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下LQ-T02X1 1 12 .0孫1100LC-0278； J"""d a.0c.3755970圖5低速軸結(jié)構(gòu)(二)低速軸的校核1、數(shù)據(jù)準備：

22、由表2的必要數(shù)據(jù)，n皿 ，皿 °2、求作用在齒輪上的力：(1)已知低速級小齒輪分度圓直徑 d=58.5088mm螺旋角，則Fr二 Ft= 1002tan 20cos10.6549、嚴 371.1NFa =Fttan 2 =1002 tan 10.654-188.52 N(2)已知開式齒輪小齒輪分度圓直徑 d=76mm3、低速軸受力示意圖篦,.二圖6低速軸受力示意圖4、受力計算 豎直面內(nèi)：由 371.1，得 Fbv=1865.62N由 148.85Fav+188.52，得水平面內(nèi)：由 56.3得 Fbh=-3958.35N由 148.85Fah得 Fah=2048.249N由所求得的支

23、反力即可求得低速軸所受彎矩，彎矩圖如上圖所示。5、按彎扭合成校核由合成的彎矩圖可知，。已知皿=110660N.mmW=0.1,=182256、精確校核VIVI圖7低速軸截面軸結(jié)構(gòu)如圖所示，I、W兩處只受扭矩，而軸徑以經(jīng)過放大，故 無需校核。c處雖然彎矩很大，但是不是應(yīng)力集中最大處，故也不用 校核。皿處比u處受力更嚴重，若u處安全，則皿處不用校核。因此 只需校核U,V處。（i）n處左側(cè):N.mmW=0.1 =0.1由彎矩圖得查表15-1，得Mpar/d=2/52=0.0385 , D/d=58/52=1.115查附表3-1，得查附表3-2，得由附圖3-2及3-3，得由附圖3-4，得軸表面未強化處

24、理，取由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(T T(TT故H處左側(cè)疲勞強度滿足要求(2)n處右側(cè)W=0.1 =0.1，由彎矩圖得N.mm Mpar/d=2/58=0.034 ，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得，查附表3-2，得，則由附圖3-2及3-3，得由附圖3-4，得由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(TT(TT故H處右側(cè)疲勞強度滿足要求(3)V處左側(cè)W=0.1 =0.1,由彎矩圖得N.mm Mpa 由附表3-8插值得， 一，取一，則 X1.97=1.576由附圖3-4，得貝S由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(TT(TT故V處左側(cè)疲勞強

25、度滿足要求。(4)V處右側(cè)W=0.1 =0.1,由彎矩圖得N.mm Mpa -r/d=2/34=0.059 , D/d=45/34=1.32查附表3-1，得，查附表3-2，得，則由附圖3-2及3-3，得由附圖3-4，得軸表面未強化處理，取由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(T T(TT故V處右側(cè)疲勞強度滿足要求7、低速軸的剛度校核：已知軸受扭長度 L=180mm,G=8.1，T=110660N.mm。對應(yīng)對應(yīng)=613281.25,1110431.17,774253.4481,402373.83,131127.97,60313.12。故+=0.4229 /m =0.51( )/m,

26、故車由的剛度滿足要求。(三)中間軸的設(shè)計初步確定軸的最小直徑：(1) 軸的材料選擇：選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。(2) 由表15-3，取，軸的最小直徑于是得nn故取軸的最小直徑為20mm(3) 根據(jù)裝配方案，實體建模，初步的軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下中間軸的結(jié)構(gòu)【1【D E(J33P圖8(二)中間軸的校核1、數(shù)據(jù)準備：由表2的必要數(shù)據(jù)，n2、求作用在齒輪上的力:(1)已知低速級小齒輪分度圓直徑 d=58.5088mm螺旋角，則nFrtan 二 ncos := 1002tan 20cos10.6549、嚴 371.1NFa =Fttan 1 =1002 tan 10.6549 = 188.52 N(

27、2) 已知錐齒輪小齒輪分度圓直徑(1-0.5)=63 X (13、中間軸受力示意圖A圖9中間軸受力示意圖4、受力計算 豎直面內(nèi):由 371.1,得 Fbv=-34.47N由 152.25Fav，得水平面內(nèi)：由57得由 1002得 Fah=772.977N由所求得的支反力即可求得低速軸所受彎矩，彎矩圖如上圖所示。5、按彎扭合成校核由合成的彎矩圖可知，。已知n =29313.mmW=0.1,=2433.4故中間軸滿足強度要求6、軸的精確校核C、D截面雖然應(yīng)力大，但應(yīng)力集中不大，且直徑大，故不用校 核；i、w處受力狀態(tài)相似，故只需校核I處右側(cè)；n、皿處應(yīng)力狀 態(tài)相似，且n處彎矩大，故需校核n處兩側(cè)。

28、(1)1處右側(cè)：N.mmW=0.1 =0.1由彎矩圖得Mpa查表15-1，得，r/d=1/23=0.0435 , D/d=23/20=1.15查附表3-1，得，查附表3-2，由插值法得則由附圖3-2及3-3，得 ，由附圖3-4，得軸表面未強化處理，取則由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(TT(TT故I處右側(cè)疲勞強度滿足要求(2)n處左側(cè)W=0.1 =0.1,由彎矩圖得N.mm Mpar/d=2/23=0.087 , D/d=31/23=1.348查附表3-1，得，查附表3-2，得，則由附圖3-2及3-3，得 ，由附圖3-4，得軸表面未強化處理，取則由0.2，取由0.1，取于是，計

29、算安全系數(shù)值，有(TT(TT故H處左側(cè)疲勞強度滿足要求(3) n處右側(cè)W=0.1 =0.1,由彎矩圖得N.mm Mpa 一，則一 x由附表3-8插值得，一 一，取一 2.12=1.696由附圖3-4，得則由0.2，取由0.1，取于是，計算安全系數(shù)值，有(T(T(T T(TT故H處右側(cè)疲勞強度滿足要求7、中間軸的剛度校核：已知軸受扭長度L=55mm,G=8.1,T=29313N.mm對應(yīng) 23mm,31mm,23mm,對應(yīng) 一=27459.39,90620.51,27459.39。故二=0.649 /m=0.51( )/m,故軸的剛度滿足要求。九、滾動軸承的選擇和計算（一）低速軸滾動軸承的選擇1

30、、選擇軸承型號：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)及負載的大小，初選圓錐滾子軸承，代號 30209，d=45mm,D=85mm,B=19mm,e=0.4Y=1.5,其基本額定動載荷，基本額定靜載荷C。二83.5kN。低速軸轉(zhuǎn)速皿=307.285r/min。2、軸承壽命的計算：根據(jù)軸校核中所得支反力，可得如下受力圖：因為所以按軸承的受力進行計算叫Frlv=1865.62IFdL-4AfFr2v=-434n 6_Fr2e=3?l. 1Ltf Frei=105192Fae2=138. 52TlFrlh=3953. 3&IA6Ft=1002tFr2h=2048.249_2>圖10 軸承受力分析因為所以軸承1被

31、放松， 二軸承被壓緊，則_查表13-5，取 ，根據(jù)表13-6，取即 年 年故所選軸承符合要求。（一）中間軸滾動軸承的選擇1、選擇軸承型號：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)及負載的大小，初選角接觸球軸承，代號7204C, d=20mm,D=47mm,B=14mm基本額定 動載荷，基本額定靜載荷Co =8.22kN。低速軸轉(zhuǎn)速 n =1213.78r/min。2、軸承壽命的計算：根據(jù)軸校核中所得支反力，可得如下受力圖：中間軸軸承受力分析圖11(1)求兩軸承的計算軸向力，對于70000C型軸承，由表13-7,派生軸向力 二e。初取e=0.4,則=0.4=0.4=0.4=0.4所以軸承1被放松，二，軸承2被壓緊，N則一一

32、對于0.0324，位于表13-5中0.0290.058 之間，對應(yīng) e值為0.400.43，由插值法，得同理得再次計算二 =0.4=0.4則 二，則一-兩次計算相差不大，所以取，二，（2）求軸承當量動載荷、查表13-5，取根據(jù)表13-6，取則因為所以按軸承的受力進行計算即 年 年 故所選軸承符合要求（一）齒輪軸滾動軸承的選擇1、選擇軸承型號：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)及負載的大小，初選角接觸球軸承，代號 7006AC d=30mm,D=55mm,B=13n其m基本額定動載荷，基本額定靜載荷C。=9.85kN。齒輪軸轉(zhuǎn)速n =2890r/min。2、軸承壽命的計算：根據(jù)軸的校核中數(shù)據(jù)，已知，根據(jù)軸校核中所得支

33、反力，可得如下受力圖：| Frvl、2VIF徒£ 36IFCTJ Frhl圖12齒輪軸軸承受力分析由16471+3671=488.702則貝S,得=193.5N，得,得 =247.79N(1)求兩軸承的計算軸向力，對于70000AC型軸承，由表13-7，派生軸向力 =0.68則=0.68=0.68=0.68 =0.68因為所以軸承2被放松，二軸承被壓緊（2）求軸承當量動載荷、則_查表13-5，取，根據(jù)表13-6，取則因為所以按軸承的受力進行計算即 年 年故所選軸承符合要求。十、鍵的選擇和校核計算（一）鍵的選擇原則：選擇普通平鍵A型鍵，根據(jù)軸徑及軸段的長度選擇鍵的型號1、低速軸:（1）

34、與斜齒輪相配合：b =14 丄=50mm,（2）與直齒輪相配合：b=8,L=45mm,2、中間軸：（1）與錐齒輪相配合：b=8,L=16mm,（2）與斜齒輪相配合：b=8,L=45mm,3、齒輪軸:與聯(lián)軸器相配合：b =6,L=40mm,（二）鍵的校核校核準則：,其中h為鍵高；I為工作長度，匸L b; d為軸徑;查表 6-2，得 =110Mpa1、低速軸:（1）與斜齒輪相配合:足強度要求。（2）與直齒輪相配合：足強度要求。2、中間軸：（1）與錐齒輪相配合:滿足強度要求。（2）與斜齒輪相配合:=27.33Mpa<,滿=61.04 Mpa< ，滿=91.03Mpa<= 15.17

35、Mpa<滿足強度要求。3、齒輪軸:與聯(lián)軸器相配合:=21.99Mpa<，滿足強度要求。十一、聯(lián)軸器的選則（一）與電機軸相連接的聯(lián)軸器1、選擇種類：由于工作機要求載荷平穩(wěn)，只有輕微沖擊，所以選 擇梅花型彈性聯(lián)軸器。2、計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：由表14-1，取，則I =1.5據(jù)此以及建模所得軸徑選擇聯(lián)軸器型號為 LM2r/min,主動端J型，；從動端 型，（二）與工作機相連接的聯(lián)軸器1、選擇種類：由于工作機要求載荷平穩(wěn)，只有輕微沖擊，所以選 擇梅花型彈性聯(lián)軸器。2、計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：由表14-1，取，則= 1.5據(jù)此以及建模所得軸徑選擇聯(lián)軸器型號為 LM7r/min,主動端J型,;從

36、動端型,十二、減速器箱體主要附件、潤滑方式等的選擇說明（一）減速機主要附件的設(shè)計與選擇1、窺視孔蓋墊片圖14窺視孔2、放油螺塞放油孔位置應(yīng)在油池最低處，并安排在減速器不與其它部件靠近 的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，油孔處的機體外壁應(yīng)凸起 一塊，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支撐面，并并加封油圈加以密封，圖15 放油螺塞3、通氣器為降低機體溫度，減少氣壓，故需在觀察孔蓋上安裝通氣器，以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞，應(yīng)選規(guī)格為M12< 1.5的通氣器，確定尺寸如下：表6 通氣器尺寸dDDSLlad1M30X 21816.514191024圖16通氣器結(jié)構(gòu)圖4、油標 選油標尺，為穩(wěn)定油痕位置，

37、采用隔離套。選用規(guī)格為M12的桿式游標，確定尺寸如下：II圖17 油標結(jié)構(gòu)1厶!15、吊環(huán)為了拆卸及搬運，應(yīng)在機體上鑄造出吊環(huán)，并在機體上鑄出吊鉤結(jié)構(gòu)如下:圖18吊環(huán)吊鉤結(jié)構(gòu)6、定位銷為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓柱定位銷。確定尺寸如下:表7 定位銷尺寸-dAcL101.22.02632圖19定位銷結(jié)構(gòu)7、起蓋螺釘為便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘， 螺釘螺 紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形(二)潤滑方式的選擇1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦、磨損 和發(fā)熱，還可起到冷卻、散熱、防銹、沖洗金屬磨

38、粒和降低噪聲的作 用，從而保證減速器的正常工作及壽命。減速器潤滑分為兩部分：齒 輪嚙合處的潤滑和軸承的潤滑。(1) 計算滾動軸承的dn值：由表13-10，查得dn 16 mm.r/min已知低速級軸承內(nèi)徑d=45mm n=307.285r/min，貝S dn=45 =13827.825mm.r/min<dn。同理得高速級 dn 值為 24275.6 mm.r/min<dn，齒輪軸 dn 值為 86700 mm.r/min<dn。(2) 而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易 流失。所以軸承采用脂潤滑，由機械設(shè)計手冊查得：軸承潤滑脂用 ZGNk2潤滑脂；(3)由于低速級大齒輪圓周速度 V1= <12m/s;高速級錐齒輪 V2= <12m/s，故減速器內(nèi)閉式齒輪采用 油池浸油潤滑，由機械設(shè)計手冊查得：齒輪潤滑油用N200工業(yè)齒輪油。2.密圭寸方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造 成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。應(yīng)用脂潤滑，所以采用毛 氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置 在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密